某純電動三合一電驅動總成在整車節氣門全開（Wide Open Throttle, WOT）、脈沖序列輸出（Pulse Train Output, POT）加速和反拖滑行行駛工況時，在車外和車內近場都出現明顯異響、嘯叫等噪音，主要發生頻率范圍大概在20～5 000 Hz，很容易被人耳朵識別。控制嘯叫NVH問題的途徑如圖1所示，其中控制嘯叫的兩個主要途徑是控制激勵源和傳播路徑，本文主要是通過控制激勵源來優化NVH問題達到目的。

圖1 控制嘯叫NVH問題途徑

1 故障車NVH測試

對下線車進行主觀評價：組織相關專家對66#車進行主觀評價，主觀感受車輛存在明顯的變速箱嘯叫；車輛在一級齒輪主階次、二級齒輪主階次和一#2級反拖主階次都出現嘯叫較嚴重NVH問題，不可接受。

在66#整車上對變速箱噪音信號進行采集，66#測試數據如圖2所示。

圖2 WOT運動模式加速車內噪聲

從圖中可知，嘯叫現象主要出現在WOT全油門加速工況：一級22階次1 500～3 500 r/min、 4 500～6 000 r/min、7 000～8 000 r/min、9 000～10 000 r/min段，二級齒輪6.16階次3 000～ 6 000 r/min，出現階次造成超標、嘯叫等NVH問題；測量數據表明一級和二級主階次對嘯叫NVH噪聲的貢獻較大。

2 電驅動減速器NVH問題原因分析

減速器NVH問題產生的因素很多，NVH—噪音、振動、模態分析[1-2]，識別減速器NVH噪音問題的影響因素進行分解，如圖3所示。

減速器NVH問題主要表現為齒輪嘯叫問題，通過對激勵、路徑和響應進行故障問題分析，本文主要從激勵源齒輪副嚙合噪聲特性研究分析[3]，產生齒輪嚙合的嘯叫可能因子分解，如圖4所示。

綜上，電驅動減速器NVH問題主要問題有：1）齒輪宏觀參數指標優化重新設計；2）齒輪微觀修形的優化重新設計。

3 減速器齒輪參數優化設計

3.1 齒輪宏觀參數優化設計

通過優化齒輪宏觀參數，在保證滿足齒輪強度下，通過減小齒輪模數、增加齒數、提高齒頂高系數和增大螺旋角方向，提高端面和軸向重合度，實現減小傳遞誤差。眾所周知，齒輪嚙合重合度越大，單個齒所受的載荷越小，傳動越平穩，傳遞誤差越小，所以通過增加端面重合度、軸向重合度和總重合度來減小傳遞誤差，這是減速器解決NVH噪音問題優化齒輪宏觀參數的主要目的，如表1所示。

圖3 減速器NVH問題影響因素

圖4 減速器嘯叫產生的可能因子分解

表1 減速器一、二級齒輪副宏觀參數優化前后對比

3.2 微觀修形優化設計

目前純電動汽車扭矩需求越來越大，同時扭矩使用較寬，又因制造和安裝誤差、軸系的彎曲扭轉變形、齒輪的受載彈性變形、熱變形、軸承游隙等復雜因素的影響，導致減速器齒輪的齒形偏離理論輪廓，造成嚴重的載荷集中現象，從而加劇NVH嘯叫噪音。另一方面，純電動車速也越來越高，齒輪傳遞的功率相應增大，因此，運轉中會增加熱變形，使得齒輪副的嚙合偏離理論輪廓，從而增加傳遞誤差。這時，需要對齒輪進行微觀修形，補償實際嚙合與理論嚙合之間的偏離，能有效優化減速器的嘯叫噪音NVH問題。齒輪修形可分為修緣、鼓形、端面修形和角度修形。受載齒輪在單對齒嚙合時，輪齒會因彈性變形而產生基節誤差。另外，齒輪還存在制造上的基節誤差，嚙入嚙出存在沖擊，嚴重影響齒輪傳動平穩性，為了消除這種嚙入嚙出沖擊干涉，考慮磨齒工藝性和加工成本，常用對齒頂進行修緣。由于齒輪運轉系統的變形和其制造、安裝上的誤差，齒輪嚙合時載荷沿齒面接觸線的分布是不均勻的。如果齒輪軸不平行或其他原因造成軸兩邊的彎曲變形不等時，則會發生齒端局部接觸現象，出現載荷集中的現象。為避免上述兩個現象，減輕嚙合沖擊，進行齒向端面修形。經修鼓形量的齒輪嚙合接觸會先發生在靠近齒寬中間部分，然后再過渡到全齒寬上，有利于齒面上的載荷分布均布，并能提高齒輪的疲勞壽命，降低NVH噪音問題。在產品開發初期，考慮NVH開發[4-5]，首先用Masta軟件建模，把齒輪、軸、差速器殼體進行有限元畫網格處理，其次把電驅動單元（Electric Drive Unit, EDU）三合一總成殼體進行有限元處理，把殼體有限元整體導入Masta模型中，再按照客戶或成熟產品常用載荷譜進行微觀修形優化設計仿真，如圖5所示，對齒頂進行修緣，同時，在齒形、齒向方向上分別進行鼓形量（Ca, Cβ）及齒形、向角度誤差（fHα, fHβ）進行修形，以達到傳遞誤差TE降低。TE目標值一級齒輪副＜0.25，二級齒輪副＜0.5，齒輪接觸斑點中心應位于齒高H*40%和齒寬B*40%形成的矩形區域內為設計目標。

圖5 Masta建模仿真

3.2.1修形結果

表2 減速器一、二級齒輪副微觀參數優化前后對比

觀修形優化前后微觀參數對比，T1和T2是優化前，T3是優化后結果，如表2所示。

微觀修形優化前后TE數值對比，T1和T2是優化前、T3是優化后，一、二級齒輪副TE值優化前后對比，如圖6和圖7所示。

接觸斑點優化前后對比，優化后的接觸斑點更居中，有利于齒輪接觸疲勞強度，如圖8和圖9所示。

圖6 一級齒輪副優化前TE對比

圖7 二級齒輪副優化后TE對比

圖8 優化前接觸斑點

圖9 優化后接觸斑點

3.3 齒輪軸承強度校核

齒輪、軸承強度校核滿足設計要求，齒輪齒面接觸疲勞強度安全系數＞1.0，齒輪齒根彎曲疲勞強度安全系數＞1.2，軸承損傷率＜100%，如圖10和圖11所示。

圖10 優化后齒輪強度校核結果

圖11 優化后齒輪軸承強度校核結果

4 優化樣機測試評價

4.1 EDU總成搭載整車

按照新的齒輪宏觀、微觀參數試制齒輪軸零件，裝配EDU總成樣機，再把EDU總成搭載整車。

4.2 整車主觀駕評

齒輪宏觀參數和微觀修形參數優化后方案T3，第一級齒輪（27階）較原方案（22階）優化明顯，第二級齒輪諧波優化也較明顯，反拖工況主要問題的第一級齒輪T3的27階次噪音也較原（22階）優化明顯。

4.3 整車NVH測試

圖12 測試傳感器布置位置

在整車NVH測試中，傳感器布置如圖12所示。

4.4 齒輪宏觀參數和微觀參數優化前后NVH性能對比

圖13 優化前后齒輪嚙合階次線

圖14 優化前后車內噪音階次切片的對比曲線

齒輪優化前后，整車NVH測試結果如圖13和圖14所示。

4.5 整車NVH測試結論

通過齒輪宏觀參數和微觀修形參數優化后的方案（深色曲線），第一級齒輪（27階）較原方案（22階）大幅優化（減小20 dBA），第二級齒輪諧波減小10 dBA。反拖工況，主要問題為第一級齒輪27階次噪音，針對該問題，優化后的方案較原方案大幅優化（減小15 dBA）。

5 結語

以整車嘯叫NVH問題作為減速器的故障表現形式，通過對故障車NVH測試以及階次分析，識別出主要噪聲階次。通過以上齒數、模數、齒頂高系數、齒寬等宏觀參數優化，特別進行細高齒優化設計，其目的都是提高齒輪的重合度，同時通過Masta軟件建模仿真修形，對齒頂修緣、齒形、齒向角度修形及鼓形量等微觀參數優化設計，實現減小傳遞誤差、增大重合度，經過以上優化驗證很好地改善齒輪嚙合區域，減小傳遞誤差，此方案對于解決純電動高速電驅EDU總成NVH問題效果較佳，最終得到客戶的認可，實現量產，也為純電動汽車高速EDU減速器NVH性能工程化優化提供一種思路。

審核編輯：湯梓紅